1、題目 院系 學生姓名 專業 班級 指導教師 起止日期東?？茖W技術學院課程設計成果說明書帶式輸送機的減速器工程系機械制造及其自動化15 機械 1 班郝鴻雁201712.12-2018.1.3東?？茖W技術學院教學科研部浙江海洋大學東海科學技術學院課程設計成績考核表2017 2018 學年 第 一 學期系（院、部） 工程系 班級 15 機械一班 專業 機械設計制造及自動化學生姓名 （ 學 號）課程設計 機械設計名稱題目帶式輸送機的減速器指導教師評語指導教師簽名：年月日答辯評語及成績評定答辯小組教師簽名： 年月日目錄 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark2 o Curr

2、ent Document 設計任務書 5 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 設計題目 5 HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 設計步驟 5 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 傳動裝置總體設計方案 5 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 傳動方案 5 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document 該方案的優缺點 5 HYPERLINK l bookmark14 o Cur

3、rent Document 選擇電動機 6 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 電動機類型的選擇 6 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 確定傳動裝置的效率 6 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 選擇電動機容量 6 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 7 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 計算傳動裝置運動學和動力學參數

4、 8 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 電動機輸出參數 8 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 高速軸的參數 8 HYPERLINK l bookmark30 o Current Document 低速軸的參數 8 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 工作機的參數 8 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 普通 V 帶設計計算 9 HYPERLINK l bookmark36 o Current Docu

5、ment 確定計算功率 Pca 9 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 選擇 V 帶的帶型 9 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 確定帶輪的基準直徑 d 并驗算帶速v 9確定 V帶的中心距 a 和基準長 Ld度 9 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 驗算小帶輪的包角 a 10 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 計算帶的根數 z 10 HYPERLINK l bookmark46 o Current

6、Document 計算單根 V 帶的初拉力 F0 10 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 計算壓軸力 Fp 10 HYPERLINK l bookmark50 o Current Document 帶輪結構設計 10 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 主要設計結論 12 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 開式圓柱齒輪傳動設計計算 12 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 選定齒輪類型、精度等級、材料

7、及齒數 12 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 按齒根彎曲疲勞強度設計 12 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 確定傳動尺寸 14 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 校核齒面接觸疲勞強度 14 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 計算齒輪傳動其它幾何尺寸 16 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 齒輪參數和幾何尺寸總結 16 HYPERLINK l b

8、ookmark68 o Current Document 減速器齒輪傳動設計計算 17 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 17 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 按齒面接觸疲勞強度設計 17 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 確定傳動尺寸 20 HYPERLINK l bookmark76 o Current Document 校核齒根彎曲疲勞強度 21 HYPERLINK l bookmark78 o Cur

9、rent Document 計算齒輪傳動其它幾何尺寸 23 HYPERLINK l bookmark80 o Current Document 軸的設計 24 HYPERLINK l bookmark82 o Current Document 高速軸設計計算 24 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document 低速軸設計計算 29 HYPERLINK l bookmark86 o Current Document 滾動軸承壽命校核 35 HYPERLINK l bookmark88 o Current Document 高速軸上的軸承校核 35 HYPER

10、LINK l bookmark90 o Current Document 低速軸上的軸承校核 36 HYPERLINK l bookmark92 o Current Document 十 鍵聯接設計計算 37 HYPERLINK l bookmark94 o Current Document 高速軸與大帶輪鍵連接校核 37 HYPERLINK l bookmark96 o Current Document 低速軸與大齒輪鍵連接校核 37 HYPERLINK l bookmark98 o Current Document 低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核 38 HYPERLINK l bookma

11、rk100 o Current Document 十一 減速器的密封與潤滑 38 HYPERLINK l bookmark102 o Current Document 減速器的密封 38 HYPERLINK l bookmark104 o Current Document 齒輪的潤滑 38 HYPERLINK l bookmark106 o Current Document 軸承的潤滑 38 HYPERLINK l bookmark108 o Current Document 十二 減速器附件 39 HYPERLINK l bookmark110 o Current Document 12.1

12、 油面指示器 39 HYPERLINK l bookmark112 o Current Document 通氣器 39 HYPERLINK l bookmark114 o Current Document 放油塞 39 HYPERLINK l bookmark116 o Current Document 窺視孔蓋 39 HYPERLINK l bookmark118 o Current Document 定位銷 40 HYPERLINK l bookmark122 o Current Document 十三 減速器箱體主要結構尺寸 40結果設計及說明設計任務書設計題目一級斜齒圓柱減速器，運輸帶

13、拉力 F=5500N，運輸帶速度 v=0.7m/s ，卷筒直徑 D=480mm， 每天工作小時數： 10 小時，工作年限（壽命） ： 6 年，每年工作天數： 240 天，配備有三 相交流電源，電壓 380/220V 。設計步驟傳動裝置總體設計方案電動機的選擇確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數普通 V 帶設計計算開式圓柱齒輪傳動設計計算減速器內部傳動設計計算傳動軸的設計滾動軸承校核鍵聯接設計聯軸器設計潤滑密封設計箱體結構設計傳動裝置總體設計方案傳動方案傳動方案已給定，前置外傳動為普通 V 帶傳動，后置外傳動為開式圓柱齒輪傳動， 減速器為一級圓柱齒輪減速器。該方案的優缺

14、點由于 V帶有緩沖吸振能力，采用 V 帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬 于小功率、載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度設計及說明結果高，大幅降低了成本。一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相 較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機部分為 Y 系列三相交流異步電 動機開式齒輪傳動優點： 1.圓周速度和功率范圍廣 ;2. 效率較高； 3.傳動比穩定； 4. 壽命 長； 5. 工作可靠性高；缺點： 1. 要求較高的制造和安裝精度，成本較高； 2. 不適宜遠距 離兩軸之間傳動。選擇電動機電動機類型的選擇380V，

15、Y 型。按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為確定傳動裝置的效率查表得：滾動軸承的效率： 2=0.99V 帶的效率： v=0.96閉式圓柱齒輪的效率： 3=0.97開式圓柱齒輪的效率： o=0.96工作機的效率： w=0.97選擇電動機容量工作機所需功率為：電動機所需最小名義功率電動機所需額定功率 :工作轉速：經查表按推薦的合理傳動比范圍， V 帶傳動比范圍為： 2 4，開式圓柱齒輪傳動比 范圍為： 2 5，一級圓柱齒輪傳動比范圍為： 35，因此理論傳動比范圍為： 12 100。 可選擇的電動機轉速范圍為nd=ia nw=（12 100） 27.87=334-2787r/min

16、 。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為： Y160M-6 的三相異步電動機，額定 功結果設計及說明率 Pen=7.5kW，滿載轉速為 nm=970r/min ，同步轉速為 nt=1000r/min 。方案電機型號額定功率 (kW)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900電機主要外形尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺 寸地腳螺栓孔 直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG16060538525421014.5421101237確定

17、傳動裝置的總傳動比和分配傳動比( 1)總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速 nm和工作機主動軸轉速 nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：(2)分配傳動裝置傳動比 取普通 V 帶的傳動比： iv=2 取開式圓柱齒輪傳動比： ic=5減速器傳動比為：結果設計及說明計算傳動裝置運動學和動力學參數電動機輸出參數高速軸的參數低速軸的參數工作機的參數設計及說明結果各軸轉速、功率和轉矩列于下表：軸名稱 轉速 n/(r/min) 功率 P/kW 轉矩 T/(N ?mm)電機軸9706.4163108.76高速軸4856.15121097.94低速軸139.375.91404968.79工作機27.875.39

18、1846950.13普通 V 帶設計計算確定計算功率 Pca由表 8-8 查得工作情況系數 KA=1.1，故選擇 V 帶的帶型根據 Pca、 n1 由圖 8-11 選用 B型。確定帶輪的基準直徑 d 并驗算帶速 v）初選小帶輪的基準直徑 dd1。由表 8-7 和表 8-9 ，取小帶輪的基準直徑 dd1=125mm。）驗算帶速 v 。按式（ 8-13 ）驗算帶的速度因為 5m/s v30m/s，故帶速合適。）計算大帶輪的基準直徑。根據式（ 8-15a ），計算大帶輪的基準直徑根據表 8-9 ，取標準值為 dd2=250mm。設計及說明結果5.4. 確定 V帶的中心距 a 和基準長 Ld度根據式（

19、 8-20 ），初定中心距 a0=560mm。由式（ 8-22 ）計算帶所需的基準長度由表選帶的基準長度 Ld=1760mm。按式（ 8-23 ）計算實際中心距 a。按式（ 8-24 ）, 中心距的變化范圍為 556-635mm。驗算小帶輪的包角 a計算帶的根數 z1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr。由 dd1=125mm和 n1=970r/min, 查表 8-4 得 P0=1.66kW。根 據 n1=970r/min ，i=2 和 B型帶，查表 8-5 得 P0=0.306kW。查表 8-6 得 K=0.971 ，表 8-2 得 KL=0.94 ，于是2 ）計算帶的根數 z取 4 根。計算

20、單根 V 帶的初拉力 F0結果由表 8-3 得 B 型帶的單位長度質量 q=0.17kg/m ，所以設計及說明計算壓軸力 Fp帶輪結構設計1 ）小帶輪的結構設計 小帶輪的軸孔直徑 d=42mm 因為小帶輪 dd1=125小帶輪結構選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下：L=2.0 dB（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應大于等于帶輪寬度）圖 5-1 帶輪結構示意圖2）大帶輪的結構設計 大帶輪的軸孔直徑 d=28mm 因為大帶輪 dd2=250mm 因此大帶輪結構選擇為孔板式。 因此大帶輪尺寸如下：主要設計結論選用 B型普通 V 帶 4 根，基準長度 1760mm。帶輪基準直徑 dd1=125mm，dd2

21、=250mm， 中心距控制在 a=556 635mm。單根帶初拉力 F0=225.42N。帶型BV帶中心距582mm小帶輪基準直徑125mm包角167.69 大帶輪基準直徑250mm帶長1760mm帶的根數4初拉力225.42N帶速6.35m/s壓軸力1792.96N開式圓柱齒輪傳動設計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20。結果參考表 10-6 選用 8 級精度。設計及說明材料選擇 由表 10-1 選擇小齒輪 20Cr(滲碳淬火) ，齒面硬度為 58 62HRC，大 齒輪 20Cr(滲碳淬火) ，齒面硬度為 5862HRC選小齒輪齒數 z1=

22、25，則大齒輪齒數 z2=z1i=25 5=126。按齒根彎曲疲勞強度設計1)由式( 10-7 )試算模數，即確定公式中的各參數值。試選 KFt=1.3由式( 10-5 )計算彎曲疲勞強度用重合度系數Y計算 YFa YSa/ F 由圖 10-17 查得齒形系數由圖 10-18 查得應力修正系數由圖 10-24c 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數 S=1.25，由式( 10-14 )得結果設計及說明兩者取較大值，所以試算齒輪模數調整齒輪模數1) 計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度齒寬 b齒高 h 及齒寬比 b/h2) 計算實際載

23、荷系數 KF根據 v=0.43m/s ，8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 Kv=1.059. 查表 10-3 得齒間載荷 分配系數 KF =1.2由表 10-4 用插值法查得 KH =2.058 ，結合 b/h=8.889 查圖 10-13 ，得 KF =1.169 。 則載荷系數為結果設計及說明由式( 10-13 )，按實際載荷系數算得的齒輪模數取 m=3.5mm計算分度圓直徑確定傳動尺寸計算中心距計算小、大齒輪的分度圓直徑計算齒寬取 B1=75mm B2=70mm校核齒面接觸疲勞強度齒面接觸疲勞強度條件為KH 、T、d和 d1 同前由圖查取區域系數 ZH=2.49查表得材料的彈性影

24、響系數 ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數Z結果設計及說明計算接觸疲勞許用應力 H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：計算應力循環次數由圖查取接觸疲勞系數：取失效概率為 1%，安全系數 S=1，得接觸疲勞許用應力齒輪的圓周速度結果設計及說明選用 8 級精度是合適的計算齒輪傳動其它幾何尺寸1)計算齒頂高、齒根高和全齒高2) 計算小、大齒輪的齒頂圓直徑計算小、大齒輪的齒根圓直徑齒輪參數和幾何尺寸總結參數或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數mn3.53.5法面壓力角n2020法面齒頂高系數ha*1.01.0法面頂隙系數c*0.250.25螺旋角左 0 00右 0 00齒數z

25、25126齒頂高ha3.53.5齒根高hf4.3754.375分度圓直徑d87.5441齒頂圓直徑da94.5448齒根圓直徑df78.75432.25齒寬B7570中心距a264264結果設計及說明減速器齒輪傳動設計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20，初選螺旋角 =13。參考表 10-6 選用 8 級精度。材料選擇 由表 10-1 選擇小齒輪 40Cr (調質)，硬度為 280HBS，大齒輪 45(調 質)，硬度為 240HBS選小齒輪齒數 z1=31，則大齒輪齒數 z2=z1i=31 3.48=108。按齒面接觸疲勞強度設計(1) 由式

26、( 10-24 )試算小齒輪分度圓直徑，即確定公式中的各參數值試選 KHt=1.3計算小齒輪傳遞的扭矩由表 10-7 選取齒寬系數 d=1由圖 10-20 查得區域系數 ZH=2.46由表 10-5 查得材料的彈性影響系數 ZE=189.8 MPa。由式（ 10-9 ）計算接觸疲勞強度用重合度系數Z。結果由公式可得螺旋角系數 Z設計及說明計算接觸疲勞許用應力 H由圖 10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為由式（ 10-15 ）計算應力循環次數：由圖 10-23 查取接觸疲勞系數取失效概率為 1%，安全系數 S=1，得設計及說明取 H1 和 H2 中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用

27、應力，即2) 試算小齒輪分度圓直徑(2)1)調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度齒寬 b計算實際載荷系數 KH由表 10-2 查得使用系數 KA=1.25查得動載系數 Kv=1.029根據 v=1.086m/s 、 8級精度，由圖 10-8齒輪的圓周力。查表 10-3 得齒間載荷分配系數 KH =1.4由表 10-4 用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數 KH =1.343結果設計及說明由此，得到實際載荷系數由式( 10-12 )，可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑確定模數確定傳動尺寸計算中心距(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=1335

28、26計算小、大齒輪的分度圓直徑計算齒寬取 B1=70mm B2=65mm校核齒根彎曲疲勞強度結果齒根彎曲疲勞強度條件為設計及說明1）T 、mn和 d1 同前 齒寬 b=b2=65 齒形系數 YFa 和應力修正系數 YSa，當量齒數為： 小齒輪當量齒數：大齒輪當量齒數：由圖 10-17 查得齒形系數由圖 10-18 查得應力修正系數試選載荷系數 KFt=1.3由式（ 10-18 ），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數Y結果設計及說明由式（ 10-19 ），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Y2）圓周速度3）寬高比 b/h根據 v=1.62m/s ， 8級精度，由圖 10-8 查得動載系數 Kv=1.

29、044查表 10-3 得齒間載荷分配系數 KF =1.2由表 10-4 用插值法查得 KH=1.352 ，結合 b/h=70/4.5=15.556 查圖 10-13 ，得 KF =1.067 。則載荷系數為由圖 10-24c 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖 10-22 查取彎曲疲勞系數取彎曲疲勞安全系數 S=1.25，由式（ 10-14 ）得結果設計及說明齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4）齒輪的圓周速度選用 8 級精度是合適的計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）計算齒頂高、齒根高和全齒高（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）

30、計算小、大齒輪的齒根圓直徑結果設計及說明7.6 齒輪參數和幾何尺寸總結參數或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數ha*1.01.0法面頂隙系數c*0.250.25螺旋角左 13 3526右 13 3526齒數z31108齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d63.786222.222齒頂圓直徑da67.79226.22齒根圓直徑df58.79217.22齒寬B7065中心距a143143軸的設計高速軸設計計算(1) 已經確定的運動學和動力學參數結果設計及說明轉速 n=485r/min ；功率 P=6.15kW；軸所傳遞的轉矩 T=121097.9

31、4N?mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用 40Cr(調質)，齒面硬度 241286HBS，許用彎曲應力為 =70MPa按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。由于最小軸段截面上要開 1 個鍵槽，故將軸徑增大 5%查表可知標準軸孔直徑為 28mm故取 dmin=28確定各軸段的直徑和長度。圖 8-1 高速軸示意圖1) 高速軸和大帶輪配合，查表選取標準軸徑d12=28mm，l12 長度略小于大帶輪輪轂長度 L，取 l12=54mm。選用普通平鍵， A型鍵， bh = 8 7mm(GB/T 1096-2003) ，鍵長 L=40mm。2)

32、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。 。參照 工作要求并根據 d23 = 33 mm ，由軸承產品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為 dDB = 357217mm，故 d34 = d78 = 35 mm，取擋油環的寬度為 12，則 l34 = l78 = 17+12= 29 mm。軸承采用擋油環進行軸向定位。 由手冊上查得 7207AC型軸承的定位軸肩高度 h = 2.5 mm，因此，取 d45 = d67 = 40 mm 。由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。 所以 l56 = 70 mm ，d56 = 6

33、7.79 mm軸承端蓋厚度 e=12，墊片厚度 t=2 ，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與 帶輪端面有一定距離 K=27，螺釘 C1=20mm， C2=18mm，箱座壁厚 =8mm，則結果設計及說明5）取小齒輪距箱體內壁之距離1 =10 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取 = 10 mm ，擋油環寬度 s1=12mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑2833354067.794035長度546529870829（5）軸的受力分析小 齒 輪 所 受 的 圓 周 力 （ d1 為 小 齒 輪 的 分 度 圓 直 徑

34、） 小齒輪所受的徑向力小齒輪所受的軸向力l2=51mm，第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=113mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離 齒輪中點到軸承壓力中心距離 l3=51mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力， 其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算 起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關 帶傳動壓軸力（屬于徑向力） Q=1792.96N在水平面內 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力） Q=1792.96N 軸承 A 處水平支承力：軸承 B 處水平支承力：在垂直面內 軸承 A 處垂直

35、支承力：軸承 B 處垂直支承力：結果設計及說明軸承 A 的總支承反力為：軸承 B 的總支承反力為：繪制水平面彎矩圖截面 A 在水平面上彎矩：截面 B 在水平面上彎矩：截面 C左側在水平面上彎矩：截面 C右側在水平面上彎矩：截面 D在水平面上的彎矩：繪制垂直面彎矩圖 截面 A 在垂直面上彎矩：截面 B 在垂直面上彎矩：結果截面 C在垂直面上彎矩：設計及說明截面 C右側在水平面上彎矩：截面 D在水平面上的彎矩：繪制垂直面彎矩圖 截面 A 在垂直面上彎矩：截面 B 在垂直面上彎矩：設計及說明結果(6) 校核軸的強度因 C 彎矩大，且作用有轉矩，故 C 為危險剖面 其抗彎截面系數為抗扭截面系數為最大彎

36、曲應力為截面 C在垂直面上彎矩：截面 A處合成彎矩：截面 B 處合成彎矩：截面 C 左側合成彎矩：截面 D在垂直面上彎矩：繪制合成彎矩圖剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合 系數 =0.6 ，則當量應力為查表得 40Cr( 調質 ) 處理，抗拉強度極限 B=750MPa，則軸的許用彎曲應力 -1b=70MPa， ca -1b ，所以強度滿足要求。低速軸設計計算已經確定的運動學和動力學參數轉速 n=139.37r/min ；功率 P=5.91kW；軸所傳遞的轉矩 T=404968.79N ?mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用 45(調質)

37、，齒面硬度 217255HBS，許用彎曲應力為 =60MPa按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。由于最小軸段直徑安裝開式圓柱齒輪，其截面上要開1 個鍵槽，故將軸徑增大 7%設 計及說 明 結 果 查表可知標準軸孔直徑為 42mm故取 dmin=42確定各軸段的長度和直徑。查表選取標準軸徑 d1=42mm，取 L1=112mm。選用普通平鍵， A 型，bh = 12 8mm(GB T 1096-2003) ，鍵長 L=100mm。初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用， 故選用角接觸軸承。 參 照工作要求并根據 d23 = 4

38、7 mm，由軸承產品目錄中選擇角接觸軸承7210AC，其尺寸為 dDB = 50 9020mm，故 d34 = d67 = 50 mm 。取安裝齒輪處的軸段的直徑 d45 = 53 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環定位。已 知大齒輪輪轂的寬度為 B = 65 mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪 轂寬度，故取 l45 = 63 mm 。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R ，由軸徑 d45= 53 mm 故取 h = 5 mm ，則軸環處的直徑 d56 = 63 mm 。軸環寬度 b 1.4h ，取 l56 = 7 mm 。軸承端蓋厚度 e=12，墊片厚度

39、 t=2 ，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與 開式圓柱齒輪端面有一定距離K=27，螺釘 C1=20mm， C2=18mm，箱座壁厚 =8mm，則取大齒輪距箱體內壁之距離 2 = 12.5 mm ，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承 位置時，應距箱體內壁一段距離，取 = 10 mm ，已知滾動軸承的寬度 B = 20 mm，則設 計 及 說 明 結 果 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑424750536350長度1126244.563735.5軸的受力分析大齒輪所受的圓周力( d2 為大齒輪的分度圓直徑)大齒輪所受的徑向力大齒輪所受的軸向力軸承壓力中 心到齒

40、輪支點距離 l1=49.7mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離 l2=49.7mm ，軸承壓力中心到第一段軸支點距離 l3=144.3mm軸承 A 和軸承 B 在水平面上的支反力 RAH和 RBH 低速軸上外傳動件施加在軸上的徑向力 Q=3369.065N結果設計及說明軸承 A和軸承 B 在垂直面上的支反力 RAV和 RBV軸承 A的總支承反力為：軸承 B的總支承反力為：計算彎矩在水平面上，軸截面 A處所受彎矩：在水平面上，軸截面 B 處所受彎矩：在水平面上，軸截面 C右側所受彎矩：在水平面上，軸截面 C 左側所受彎矩：結果設計及說明在水平面上，軸截面 D處所受彎矩：在垂直面上，軸截面 A處所受彎

41、矩：在垂直面上，軸截面 B處所受彎矩： 在垂直面上，齒輪 2 所在軸截面 C 處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面 D處所受彎矩： 繪制合成彎矩圖截面 A處合成彎矩彎矩：截面 B處合成彎矩：截面 C左側合成彎矩：截面 C右側合成彎矩：截面 D處合成彎矩：結果設計及說明繪制扭矩圖繪制當量彎矩圖截面 A處當量彎矩：截面 B處當量彎矩：截面 C左側當量彎矩：截面 C右側當量彎矩：截面 D處當量彎矩：圖 8-4 低速軸受力及彎矩圖結果設計及說明校核軸的強度因 A 彎矩大，且作用有轉矩，故 A 為危險剖面 其抗彎截面系數為 抗扭截面系數為最大彎曲應力為結果設計及說明剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取 折合系數 =0.6 ，則當量應力為查表得 45( 調質 ) 處理，抗拉強度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應力 -1b=60MPa， ca0.68 ， Pr=0.41Fr+0